機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)圓錐齒輪斜齒圓柱齒輪減速器

1、設(shè)計(jì)題目:二級(jí)圓錐齒輪-斜齒圓柱齒輪減速器原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶拽引力f=3600n 運(yùn)輸帶速度v=1.0 滾筒直徑d=300mm 使用年限5年，雙班制每年按300天計(jì)算 速度允許誤差5%一 確定傳動(dòng)方案圖所示為電機(jī)直接與圓錐齒輪-圓柱齒輪減速器相聯(lián)結(jié)， 結(jié)構(gòu)緊湊，運(yùn)動(dòng)平穩(wěn)。二 選擇電動(dòng)機(jī) 傳動(dòng)裝置總效率 工作機(jī)輸入功率： 三 運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)計(jì)算： 1 總傳動(dòng)比及其分配 四.直齒圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算：1.齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)： 1）選擇齒形制gb12369-90，齒形角由題可知，小齒輪選用40cr,調(diào)制處理，硬度為240280hb，平均硬度280hb；大齒輪選用45號(hào)鋼，調(diào)制處理，硬度為240hb

2、，。2）精度等級(jí)取8級(jí)5）取齒寬系數(shù)：6）確定彈性影響系數(shù)：由表10-6，7）由圖10-21按齒面硬度查的小齒輪的解除疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的8）根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式3式10-13，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：9）查3圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)：，10）由3式10-12計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)，2.計(jì)算1）由接觸強(qiáng)度計(jì)算出小齒輪分度圓直徑： 則 2）齒輪的圓周速度3）計(jì)算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查3表10-2得b：動(dòng)載系數(shù)，查3圖10-8得c：齒間分配系數(shù)，查3表10-3得d：齒向載荷分布系數(shù) 查3表10-9得，所以e：接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)4）按載荷系數(shù)校正分度圓直徑 取標(biāo)準(zhǔn)值，模

3、數(shù)圓整為5）計(jì)算齒輪的相關(guān)參數(shù)，6）確定齒寬：圓整取3.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)當(dāng)量齒數(shù)，查3表10-5得，取安全系數(shù)由3圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)，查3圖10-20(c)得彎曲疲勞極限為：，許用應(yīng)力校核強(qiáng)度，由3式10-23 計(jì)算得可知彎曲強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。五.斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算：1.齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)1）選擇齒輪材料，小齒輪 40cr,調(diào)制，硬度260hb，大齒輪 45號(hào)鋼，調(diào)制，硬度240hb.2）精度等級(jí)取8級(jí)。3）試選小齒輪齒數(shù)取調(diào)整后4）初選螺旋角2.齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算：1）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)查3(10-21)有齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)公式1試選載荷系數(shù)：2

4、計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩：3取齒寬系數(shù)：4確定彈性影響系數(shù)：由3表10-6，5確定區(qū)域系數(shù)：查3圖10-30，標(biāo)準(zhǔn)直齒圓錐齒輪傳動(dòng)：6根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式3式10-13，計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：查3圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)：，查3圖10-21(d)得疲勞極限應(yīng)力：，由3式10-12計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)， 7由3圖10-26查得8代入數(shù)值計(jì)算小齒輪直徑:9圓周速度10齒寬b及模數(shù)， 11計(jì)算縱向重合度12計(jì)算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查3表10-2得b：動(dòng)載系數(shù)，查3圖10-8得c：齒間分配系數(shù)， 查3表10-3得d：查3表10-4得齒向載荷分布系數(shù) 查3圖10-13得e：

5、接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)13按載荷系數(shù)校正分度圓直徑14計(jì)算模數(shù)3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由3式10-171計(jì)算載荷系數(shù)2由縱向重合度，從2圖10-28得3計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4由3圖10-20得彎曲疲勞強(qiáng)度極限，5由3圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，6取彎曲疲勞安全系數(shù)由3式10-12得7由3表10-5得齒形系數(shù)，得應(yīng)力校正系數(shù)，8計(jì)算大、小齒輪的并加以比較。，大齒輪的數(shù)值大。9計(jì)算得，去10校正齒數(shù)，11圓整中心距圓整為12修正螺旋角變化不大，不必修正前面計(jì)算數(shù)值。13計(jì)算幾何尺寸，取齒寬為六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、i軸的計(jì)算(1)軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，錐齒輪小齒輪平均分度圓直徑 (2)求作用在齒輪上的力圓周力，

6、軸向力，徑向力(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)3表15-3，取，于是得由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查3表14-1 查1附表表8-5，由于電動(dòng)機(jī)直徑為38mm，所以選取型號(hào)為lh3，孔徑選為30mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為60mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖根據(jù)軸的初步設(shè)計(jì)軸的長(zhǎng)度的確定確定軸上各力作用點(diǎn)及支點(diǎn)跨距由于選定的是深溝球軸承，其負(fù)荷中心在軸向?qū)挾鹊闹悬c(diǎn)位置，f零件的周向定位查3表6-1 得左端半聯(lián)軸器定位用平

7、鍵，寬度為8mm，高度7mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取50mm，選取鍵，右端小齒輪定位用平鍵，寬度為10mm，8mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取40mm，選取鍵。g軸上圓角和倒角尺寸參考3表15-2，取軸端倒角為1.2mm，圓角取1.6mm(5)求軸上的載荷圓周力，軸向力，徑向力根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)3式15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力查3表15-1得，因此，軸安全。2、ii軸的計(jì)算(1)軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，(2)求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪：大錐

8、齒輪的平均分度圓直徑圓周力，軸向力，徑向力斜齒圓柱齒輪：圓周力軸向力，徑向力。(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應(yīng)同斜齒圓柱齒輪一樣，為40cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)3表15-3，取，于是得(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸段1-2，選用軸承型號(hào)為30207，軸段直徑為35mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁（即擋油板厚度）取9mm，軸承距內(nèi)壁2mm，所以軸段長(zhǎng)度取30mm。軸段2-3，齒輪輪轂長(zhǎng)度為48mm，軸段長(zhǎng)應(yīng)該短2mm，軸段長(zhǎng)度定為46mm，直徑為齒輪孔徑40mm。軸段4-5，由設(shè)計(jì)結(jié)果，斜齒圓柱小齒輪分度圓直徑為70.77mm，齒寬為76mm，取此軸段為7

9、6mm,此處選擇軸輪結(jié)構(gòu)。具體軸頸見小圓柱斜齒輪。軸段6-7，用于裝軸承，擋油板厚度9mm長(zhǎng)度取28mm，直徑取35mm。軸段5-6，軸承應(yīng)該距離箱體內(nèi)壁2mm左右，且小齒輪端面距離箱體內(nèi)壁8mm左右，長(zhǎng)度取10mm，又根據(jù)軸肩定位需要，軸徑取42mm。軸段3-4，由于箱體內(nèi)壁應(yīng)該相對(duì)于輸入軸的中心線對(duì)稱，通過(guò)計(jì)算此段長(zhǎng)度為22mm，又有定位需要，軸徑取42mm。零件的周向定位查3表6-1得齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取38mm，選取鍵12x38。軸上圓角和倒角尺寸參考3表15-2，取軸端倒角為1.2mm，圓角取1.6mm(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受

10、力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t彎矩和扭矩圖如下：(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，校核此處即可，根據(jù)3式15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力查3表15-1得，因此。另外小齒輪的兩個(gè)端面處較危險(xiǎn)，右端按照軸頸35mm，若彎扭組合按照最大處計(jì)算，有，所以最終可以確定彎扭校核結(jié)果為安全。3、iii軸的計(jì)算(1)軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，(2)求作用在齒輪上的力圓周力，軸向力，徑向力(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)3表15-3，取，于

11、是得5，此處有一個(gè)平鍵，直徑增加5%，得出直徑最小為40.53mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選擇聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，查3表14-1選取型號(hào)為hl4，孔徑選為42m。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長(zhǎng)度為84mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)擬定軸上零件的裝配方案，如下圖 軸段7-8，由聯(lián)軸器型號(hào)得直徑為42mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長(zhǎng)度應(yīng)該略小于84mm，取80mm。軸段4-5，此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑70mm，長(zhǎng)度略小于輪轂長(zhǎng)度取為68mm。軸段5-6，選取軸承型號(hào)為33109，由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為45mm。又考慮大齒輪與小齒輪

12、的配合，大齒輪與內(nèi)壁距離為10mm。軸承距離內(nèi)壁取2mm左右，最后確定軸段長(zhǎng)度為48mm。軸段3-4，此段用于大齒輪定位，軸肩高度為4mm，所以直徑取78mm，長(zhǎng)度取10mm。軸段2-3，左端用于軸承定位，軸肩高度取5.5mm，直徑為52mm，又有軸承距離內(nèi)壁2mm左右，軸段長(zhǎng)度得出為71mm。軸段6-7，根據(jù)軸承和端蓋寬度，再是軸稍微伸出一段，確定軸段長(zhǎng)度為20mm，直徑取軸承內(nèi)圈大小為43.5mm。軸段1-2，此段裝軸承33109，軸頸去45mm，軸段長(zhǎng)度去26mm。零件的周向定位查1附表4-1得左端半聯(lián)軸器定位用c型平鍵，寬度為12x8mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取70mm，選取鍵，右端大齒輪

13、定位用平鍵，寬度為20x12mm，長(zhǎng)度略小于軸段，取60mm，選取鍵。軸上圓角和倒角尺寸參考3表15-2，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示圓周力，軸向力，徑向力(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)3式15-5及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，由3表15-4 查的w公式，軸的計(jì)算應(yīng)力查3表15-1得，因此，軸安全。(7)精確校核軸的疲勞強(qiáng)度判斷危險(xiǎn)截面截面1 ，2，6，7只受扭矩作用，雖然鍵槽軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但是由于軸

14、的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕確定的，所以截面1，2，6，7均無(wú)需校核。由上述計(jì)算已知齒輪中點(diǎn)c處應(yīng)力最大，截面4的應(yīng)力集中影響和截面5的相近，但截面4不受扭矩作用，而且截面較大，所以不必做強(qiáng)度校核。 截面c上雖然應(yīng)力較大，但應(yīng)力集中不大而且這里的軸頸最大，故截面c也不必校核。顯然截面3也不用校核，所以只需校核截面5兩側(cè)即可。截面5的左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面4左側(cè)的彎矩為截面6上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由3表15-1查得。綜合系數(shù)的計(jì)算查3附表3-2，由，經(jīng)直線插入，得因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，由3附圖3-1得軸的材料敏感系數(shù)為，則有效

15、應(yīng)力集中系數(shù)為，按3式（附表3-4）由3附圖3-2，3-3查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，查3附圖3-4，軸采用精車加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，安全系數(shù)的計(jì)算軸的疲勞安全系數(shù)為故此處安全。截5的右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面5右側(cè)的彎矩為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理。由3表15-1查得。綜合系數(shù)的計(jì)算查3附表3-2，由，經(jīng)直線插入，得因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，由3附圖3-1得軸的材料敏感系數(shù)為，則有效應(yīng)力集中系數(shù)為，按3式（附表3-4）由3附圖3-2，3-3查得尺寸系數(shù)為，扭

16、轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，查3附圖3-4，軸采用精車加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為,碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，安全系數(shù)的計(jì)算軸的疲勞安全系數(shù)為故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強(qiáng)度達(dá)到要求。七、軸承的計(jì)算1、i軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查1附表表6-6，得y=1.6，e=0.37，派生力，軸向力，左側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為，軸承壽命的校核2、ii軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查1附表6-6，得y=1.6，e=0.37，派生力，軸向力，

17、右側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為，軸承壽命的校核3、iii軸的軸承校核軸承33109的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查1附表6-6，得y=1.6，e=0.38，派生力，軸向力，左側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)量載荷為，軸承壽命的校核八、鍵連接的選擇及校核計(jì)算將各個(gè)連接的參數(shù)列于下表鍵直徑mm工作長(zhǎng)度mm工作高度mm轉(zhuǎn)矩 nm極限應(yīng)力mpa30583.541.7113.693254441.7124.1340464118.9332.370686601.8842.15428

18、04601.8889.57查3表6-1得，所以以上各鍵強(qiáng)度合格。九、減速器附件的選擇1、通氣器由于在室內(nèi)使用，選簡(jiǎn)易式通氣器，采用m121.252、油面指示器，油面變動(dòng)范圍大約為17mm，取m16(16)型號(hào)的圓形游標(biāo)3、起吊裝置采用箱蓋吊換螺釘，按重量取m8，箱座采用吊耳4，放油螺塞選用外六角油塞及墊片m161.5十、潤(rùn)滑與密封1、齒輪的潤(rùn)滑采用浸油潤(rùn)滑，浸油高度為半個(gè)齒寬到一個(gè)齒寬，取為35mm。2、滾動(dòng)軸承的潤(rùn)滑由于軸承周向速度為2.1m/s，所以開設(shè)油溝、飛濺潤(rùn)滑。3、 潤(rùn)滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤(rùn)滑油較為便利，考慮到該裝置用于閉式齒輪設(shè)備，選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油220。4、 密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用氈圈密封，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。十一 心得體會(huì)由于時(shí)間緊迫，所以這次的設(shè)計(jì)存在許多缺點(diǎn)